- •1)Требования предъявляемые к современным машинам
- •Стандартизация унификация и взаимозаменяемость.
- •Шероховатость поверхностей деталей машин
- •Назначение и классификация передач
- •Основные параметры передач, передаточное число.
- •Расчетная нагрузка. Коэффициент рн.
- •Расчет на прочность зубьев прямозуб.Цилиндр.Передач по напр.Изгниба
- •Расчет зубьев прямозубых передач на выносливость по контактным напряжениям
- •Допускаемые контак.Напряжения
- •Допускаемое напряжение изгиба
- •Особенности геометрии косозубых цилиндрических передач.
- •Понятие об эквивалентном прямозубом колесе.
- •Расчет на прочность зубьев косозубых передач по напряжениям изгиба
- •Расчет на прочность зубьев косозубых передач на выносливость по конт.Напр. Достоинства и недостатки конических зубчатых передач.
- •Геометрические и кинематические параметры червячной передачи
- •Расчет зубьев червячного колеса на выносливость по контактным напряжениям и на прочность по напряжениям изгиба
- •Цепные передачи. Расчет цепи по приведенному давлению в шарнире.
- •Ременные передачи. Достоинства и недостатки. Геометрические и кинематические параметры.
- •Силы и напряжения, действующие в ветвях ремня ременной передачи
- •Расчет ременных передач по кривым скольжения и кпд.
- •Валы и оси назначение и классификация. Проектный расчет валов.
- •Уточненный расчет валов на выносливость
- •Опоры валов. Классификация. Подшипники скольжения. Достоинства и недостатки. Инженерн.Расчет подш.Скольжения в усл.Переход.Трения
- •Подшипники качения. Достоинства и недостатки. Подбор и проверка подшипников качения.
- •Виды соединений. Классификация.
- •Резьбовые соединения. Классификация резьб. Основные геометрические параметры резьбы.
- •Расчет стержня болта на растяжение.
- •Расчет витков резьбы на срез и смятие.
- •Расчет болтов при разл.Видах нагружения.
- •Шпоночные соединения. Выбор параметров шпон.Соед. По стандарту.
- •Проверка шпонки на срез и смятие.
- •Шлицевые соединения. Виды шлицов. Геом.Параметры. Вид центрирования.
Расчетная нагрузка. Коэффициент рн.
За рн прин. макс.величину удельной нагрузки, распределенной по линии контакта зубьев:
KF=KFv*KFв-коэф.расчетной нагрузки; KFв=1- коэф.концентр.нагрузки при расчете по напр.изгиба; YFi-коэф.формы зуба,опр.по табл. в зав.от числа зубьев при коэф.смещения Х=0.
Расчет на прочность зубьев прямозуб.Цилиндр.Передач по напр.Изгниба
GF=Gизг+Gсж ≤ [GF]
Коэффициент формы зуба
Безразмерная величина, характеризующая прочность зуба колеса на изгиб и выбираемая в зависимости от числа зубьев
YFi-коэф.формы зуба,опр.по табл. в зав.от числа зубьев при коэф.смещения Х=0.
Формула Герца для первоначального контакта по линии
q-удельная нагрузка(интенс.нагрузки).
pпр-приведенный радиус кривизны. Епр-привед.модуль упругости
Расчет зубьев прямозубых передач на выносливость по контактным напряжениям
Расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев является основным для закрытых передач, работающих при обильном смазывании. В основу расчета контактных напряжений положено решение задачи о напряженном состоянии статически сжатых цилиндрических тел (уравнение Герца): Расчетная схема контактной прочности зубьев В связи с тем, что выкрашивание поверхностей зубьев начинается в околополюсной линии (зона однопарного зацепления), то при расчете принимают следующие радиусы кривизны профилей r1 и r2 и условия нагружения при их зацеплении в полюсе: r1 = 0,5dw1 sinaw, r2 = 0,5dw2 sinaw.
Тогда приведенная кривизна Знак «плюс» принимают при расчете внешнего зацепления, а знак «минус» – для внутреннего.
Расчетная удельная нагрузка где ℓS – суммарная длина контактных линий. Для прямозубых колес ℓS = bw. При совместном решении приведенных выше зависимостей получаем условие контактной выносливости что представляет собой формулу для проверочного расчета. При проектировании передач для определения размеров колес принимают: ; ; ; .
. где – коэффициент ширины венца колеса относительно модуля. Его можно определить, назначив для обеспечения плавности хода предварительно число зубьев шестерни: :
.
Допускаемые контак.Напряжения
Расчет на контактную прочность ведем по зубьям колеса, как менее прочным
[σH] = , (МПа), где σН0 – предел контактной выносливости при отнулевом цикле напряжений;
SH = 1.1- коэффициент безопасности;
KHL - коэффициент долговечности в расчете на контактную прочность.
σнo = 2НВ2min + 70 = (МПа)
Для определения коэффициента долговечности вычислим расчетное число циклов нагружения зубьев колеса
Np2 = Lhn260, (2.2)
NHO =107
т.к. Np2 > NHO, то KHL =1, т.к. рабочее число циклов нагружения больше базового.